Файл: Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.pdf

В некоторых случаях, как, например, в червячных редукторах при верхнем расположении червяка, применяется смазка распили­ ванием. При больших оборотах детали, например, червяка, проис­ ходит распыливание масла и попадание его в подшипник. Такой способ смазки целесообразно применять лишь при больших оборо­ тах подшипника и при непременном условии, чтобы масло, пода­ ваемое в картер (коробку редуктора), соответствовало требова­

ниям, предъявляемым к смазке под­ шипников.

Установка осевых подшипников

Вращающееся кольцо осевого подшипника должно устанавливать­ ся на валу с неподвижной посадкой и фиксироваться в определенном положении.

В двустороннем осевом подшип­ нике среднее кольцо устанавливает­ ся на валу с неподвижной посадкой, а крайние, невращающиеся кольца

Рис. 266. Установка радиального

должны упираться в неподвижный

и упорного подшипника для вер­ наружный корпус. Такая установка тикального вала совместно с радиальным подшипни­

ком показана на рис. 265. Осевые усилия передаются через вращающееся кольцо неподвижным кольцам, а от них — на корпус.

Совместная установка осевого и радиального подшипников вертикального вала показана на рис. 266. Все сказанное относи­ тельно изолировки камеры подшипников от внешней среды отно­ сится также и к установкам осевых подшипников.

§ 86. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Из конструкции ^подшипников качения следует, что в телах качения (шарики и ролики) и беговых дорожках возникают кон­ тактные напряжения.

При вращении подшипника указанные напряжения будут пере­ менными, изменяясь по пульсирующему циклу. Деформацией контактирующихся тел является смятие, а разрушение наступает вследствие явлений усталости. Следовательно, опасным напряже­ нием для подшипника является предел выносливости при контакт­ ных напряжениях. Как известно, предел выносливости зависит от числа циклов перемен напряжений, что, в свою очередь, зависит от числа часов работы подшипника (долговечности) и числа оборотов.

Таким образом, расчет подшипника заключается в определении его долговечности или (при заданной долговечности) в определи

иии допускаемой нагрузки.

304

Из схемы подшипника качения видно, что число оборотов сепа­

и вращающемся наружном число оборотов сепаратора будет больше, чем при вращающемся внутреннем кольце и неподвиж­

такое заключение:

а) любая точка беговой дорожки испытывает число перемен нагрузки большее, чем тела качения, а значит, прочность подшип­ ника лимитирует беговая дорожка;

б) число перемен нагрузок в беговой дорожке будет больше при вращении наружного кольца, чем при вращении внутреннего, а следовательно, во втором случае долговечность подшипника

будет больше.

Теория контактных напряжений дает возможность определить действующие контактные напряжения в подшипниках качения. Допускаемые же напряжения определяются, главным образом, экспериментально. Многочисленные экспериментальные исследова­ ния позволили установить эмпирические формулы, определяющие

где С — коэффициент работоспособности; //--число оборотов в минуту;

h — число часов работы.

Значение коэффициента С приводится в каталогах подшипников. Подшипники радиальные и радиально-упорные воспринимают как радиальную нагрузку, так и осевую. Поэтому в расчетах осевую нагрузку приводят к эквивалентной радиальной и рассматривают приведенную нагрузку Рпѵ, определяемую по формуле

где R — радиальная нагрузка на подшипник, равная геометриче­ ской сумме реакций опор, действующих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (см. расчет вала);

т----- коэффициент приведения осевой нагрузки к эквивалент­ ной радиальной, учитывающий влияние осевой нагрузки

на радиальную грузоподъемность подшипника;

Q—осевая нагрузка;

А— осевая составляющая реакции беговой дорожки.

Па рис. 267 показана установка па двух концах вала радиально упорных конических подшипников. Реакция конической поверхности ролика будет разложена на вертикальную R і и горизонтальную Ль которые компенсируют соответственно радиальную нагрузку R и частично осевую Q (сила А і направлена в сторону, обратную осевой силе Q).

Рис. 267. К выбору радиалыю-упориого подшипника

Таким образом, осевое усилие, передаваемое через подшипник, будет равно

Из чертежа видно, что

где Ri и R2— радиальные нагрузки подшипников. Так как ра­ диальную нагрузку воспринимает не один шарик, а несколько, расположенные по окружности, то,

А 1== 1,3/?i tpf ß и Л2= 1,3/?2 tg ß.

Следовательно, в формуле (598) значение А будет

Если величина Q—А получается отрицательной, то в формуле (594) необходимо принимать Q — А —0.

Коэффициент приведения т может определяться по формуле

гем больше влияние осевой силы на грузоподъемность подшипника и тем больше приведенная нагрузка. Следовательно, при передаче больших осевых усилий целесообразно применять радиально-упор­ ные подшипники с большим углом контакта ß. В однорядном шари-

306

новом подшипнике этот угол создается наличием радиального люфта. Из формул (598) и (599) следует

(600)

Если на двух концах вала установлены разные подшипники, то

шипников.

Следует иметь в виду, что формулы (595) и (596) действительны для радиально-упорных подшипников, ролико-конических и шари­ ковых. Так, если на одном конце вала будет установлен роликовый конический, а па другом однорядный шариковый, то

Данная формула не отражает влияние ряда факторов, которые учитываются введением дополнительных коэффициентов, тогда

не остается постоянной, а изменяется в течение определенного про­ межутка времени, подбор подшипника ведется по эквивалентной нагрузке, определяемой по формуле

1.Для выбранного типа подшипника (радиальный, радиальноупорный и т. д.) следует установить значение коэффициента т и определить приведенную нагрузку Рпр.

2.Задаваясь числом часов работы подшипника И, надо опре­ делить значение (п/г)0’3. Для /г часто принимают значение 5000 час. Однако для машин, работающих с перерывами, как, например, для корабельных швартово-якорных и грузоподъемных машин, можно принимать Л = 3000 час. Для непрерывно работающих машин вели­ чины /; выбирают в соответствии со сроками ремонта машины.

3.По соответствующим таблицам справочника определить

коэффициенты к х, к~, к у.

т увеличивается на 25%; при чисто осевой нагрузке увеличивается на 35%, причем это не относится к радиально-упорным подшипникам с большим углом контакта типа 46 000, 27 000.

4.Определить необходимый коэффициент работоспособности С

идля данного диаметра вала но каталогу подобрать подшипник, соблюдая условие С < Ск, где Ск - значение коэффициента рабо­ тоспособности, приведенного в каталоге.

Иногда может оказаться, что для данного диаметра нала, для

подшипника, или установить параллельно два радиальных или радиально-упорных подшипника.

308